Главная Случайная страница Контакты | Мы поможем в написании вашей работы! | ||
|
1. ЦЕЛЬ работы
Изучение конструкции цилиндрического зубчатого редуктора. Определение основных кинематических и геометрических параметров зубчатых зацеплений. Определение допускаемого момента на выходном валу редуктора. Изучение технологии сборки редуктора.
2. ОБОРУДОВАНИЕ И ИНСТРУМЕНТЫ
1) Редуктор зубчатый цилиндрический.
2) Ключи гаечные.
3) Штангенциркуль.
3. Устройство редуктора
Зубчатые передачи – наиболее распространенный вид механических передач. Достоинства зубчатых передач: высокий КПД; высокая надежность и долговечность; небольшие габариты; постоянство передаточного отношения; широкий диапазон передаваемых мощностей, скоростей и передаточных отношений. Недостатки зубчатых передач: повышенная сложность технологии изготовления; высокие требования к точности изготовления и монтажа; шум при высоких скоростях; малые межосевые расстояния.
Цилиндрические зубчатые передачи предназначены для передачи вращения между валами с параллельными осями. Простейшая зубчатая передача состоит их двух зубчатых колес, установленных на валах. Как правило, зубчатая передача обеспечивает не только передачу вращения от одного вала к другому, но также и изменение скорости вращения ведомого вала по сравнению со скоростью вращения ведущего вала. Диаметры зубчатых колес в таких случаях не одинаковы. Меньшее из двух зубчатых колес, составляющих передачу, принято называть шестерней, а большее – колесом. Зубчатая передача, смонтированная в закрытом корпусе, называется зубчатым редуктором.
На рис. 1.1 представлена конструкция трехступенчатого цилиндрического редуктора. Ведущий (быстроходный) вал редуктора получает вращение от электродвигателя через муфту. Полумуфты соединяются с валами шпонками и закрепляются гайками. Ведомый (тихоходный) вал соединяется с валом рабочей машины также при помощи муфты. Зубчатые колеса каждой ступени редуктора соединены с валами посредством штифтов. Зубчатое колесо быстроходной ступени изготовлено из текстолита и закреплено на стальной ступице. Шестерни редуктора изготовлены заодно с валами. Валы установлены на подшипниках, причем тихоходный вал на подшипниках скольжения, а быстроходный и промежуточные валы – на подшипниках качения. Корпус редуктора имеет горизонтальную плоскость разъема. Крышка корпуса соединяется с основанием корпуса болтами с гайками, которые стягивают верхний пояс (фланец) основания корпуса и пояс (фланец) крышки корпуса.
Установочные штифты исключают смещение крышки корпуса относительно основания. Редуктор крепится к раме болтами, для чего служит нижний пояс основания с бобышками. Для осмотра зубьев и заливки масла предусмотрен люк с крышкой. Подшипниковые узлы закрыты крышками. Проходные крышки подшипников имеют фетровые уплотнения.
Рис. 1.1.Редуктор цилиндрический трехступенчатый |
Валы с насаженными на них зубчатыми колесами и подшипниками представляют собой сборочные единицы (узлы), которые устанавливаются в редуктор в сборе. Крышки подшипников крепятся к корпусу винтами. Корпус имеет ребра жесткости.
4. ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ
На рис. 1.2 показана кинематическая схема цилиндрического трехступенчатого редуктора. Первую (быстроходную) ступень редуктора составляют шестерня с числом зубьев z1 и колесо с числом зубьев z2. Вторая (промежуточная) ступень составлена шестерней с числом зубьев z3 и колесо с числом зубьев z4. Шестерня с числом зубьев z5 и колесо с числом зубьев z6 образуют третью (тихоходную) ступень.
1 |
2 |
3 |
4 |
z1 |
z2 |
z3 |
z4 |
z5 |
z6 |
ω1 |
T1 |
ω2 |
ω3 |
ω4 |
T4 |
Рис. 1.2. Кинематическая схема цилиндрического трехступенчатого редуктора |
aw1 |
aw2 |
aw3 |
Основной кинематической характеристикой передач вращательного движения является передаточное число и, которое показывает, во сколько раз изменяется скорость вращения ведомого вала по сравнению со скоростью вращения ведущего вала. Передаточное число любой передачи можно определить как отношение угловой скорости (частоты вращения) быстроходного вала к угловой скорости (частоте вращения) тихоходного вала. Передаточное число зубчатой передачи можно также определить как отношение числа зубьев колеса к числу зубьев шестерни. Для механизма, состоящего из нескольких последовательно соединенных передач, общее передаточное число равно произведению передаточных чисел отдельных передач, входящих в его состав. Для трехступенчатого редуктора передаточное число первой ступени и1=ω1/ω2=z2/z1, второй ступени и2=ω2/ω3=z4/z3, третей ступени и3=ω3/ω4=z6/z5, где ω1, ω2, ω3 и ω4 - угловые скорости валов редуктора. Общее передаточное число редуктора и=ω1/ω4=и1и2и3. (1.1)
Передачи редуктора состоят из эвольвентных зубчатых колес. В нулевых зубчатых колесах (рис. 1.3), т. е. изготовленных без смещения исходного контура зуборезного инструмента, делительные окружности совпадают с начальными. Высота головок зубьев ha равна модулю т, высота ножек зубьев hf=1,25т, а радиальный зазор в зацеплении с=0,25т. (1.2)
Делительный диаметр каждого зубчатого колеса d=mz. (1.3)
da1 |
dw1 |
df1 |
dw2 |
df2 |
da2 |
Рис. 1.3. Геометрические параметры прямозубой цилиндрической передачи, изготовленной без смещения |
Для зубчатых колес с внешними зубьями диаметр окружности вершин
da=d+2ha=m (z+2). (1.4)
Измерив da, можно определить модуль зубьев . (1.5)
Модуль обязательно должен иметь стандартную величину (Приложение 1).
Диаметр окружности впадин зубьев df=d-2hf=m (z-2,5). (1.6)
Межосевое расстояние . (1.7)
Вращающий момент на каждом валу редуктора Т=Р/ω, где Р – мощность на соответствующем валу. При передаче вращения от быстроходного вала к тихоходному скорость вращения уменьшается, а момент возрастает. Часть мощности теряется в приводе из-за трения между зубьями, сопротивления масла, потерь в муфтах, подшипниках и уплотнениях. Общий КПД редуктора η=Р4/Р1, где Р1 и Р4 – мощность на валах 1 и 4 соответственно. В муфте, соединяющей вал двигателя с быстроходным валом редуктора, имеют место потери, поэтому Р1=Рдвηм1, где Рдв – мощность на валу двигателя, ηм1 – КПД муфты на ведущем валу. При передаче момента от вала 1 к валу 2 мощность теряется в зацеплении первой ступени редуктора и в подшипниках быстроходного вала. Мощность на втором валу Р2= Р1ηзηпк, где ηз – КПД зубчатого зацепления, ηпк – КПД пары подшипников качения. При передаче момента от вала 2 к валу 3 мощность теряется в зацеплении промежуточной ступени редуктора и в подшипниках вала 2. Мощность на третьем валу Р3= Р2ηзηпк. При передаче момента от вала 3 к валу 4 мощность теряется в зацеплении тихоходной ступени редуктора и в подшипниках вала 3. Мощность на тихоходном валу редуктора Р4= Р3ηзηпк. При последовательном соединении механизмов общий КПД равен произведению КПД составляющих механизмов. Общий КПД рассматриваемого привода, (включая редуктор и муфты), , где ηпс – КПД пары подшипников скольжения, ηм2 – КПД муфты на тихоходном валу. Можно принимать: ηм=0,98; ηз=0,98; ηпк=0,99 … 0,995; ηпс=0,98.
Основным критерием работоспособности закрытых зубчатых передач, работающих в условиях хорошей смазки, является выносливость по контактным напряжениям. Кроме того, возможна поломка зубьев от напряжений изгиба. Проектный расчет закрытых зубчатых передач выполняется по контактным напряжениям. Затем, после определения основных геометрических параметров зубчатых колес, выполняются проверочные расчеты по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба.
Условие прочности по контактным напряжениям для цилиндрической зубчатой передачи можно представить в виде:
. (1.8)
Здесь: Т2 – момент на тихоходном валу рассчитываемой передачи (для быстроходной Т2, для промежуточной Т3, для тихоходной Т4); d2 – делительный диаметр колеса данной передачи (для быстроходной d2, для промежуточной d4, для тихоходной d6); bw2 – ширина зубчатого венца колеса (для быстроходной bw2, для промежуточной bw4, для тихоходной bw6); и – передаточное число этой передачи (для быстроходной и1, для промежуточной и2, для тихоходной и3). Знак «+» используется для передач внешнего зацепления, знак «-» для передач внутреннего зацепления. В формуле (1.8) фигурирует ширина зубчатого венца колеса, поскольку ширину зубчатого венца шестерни принимают несколько больше с целью компенсации возможных неточностей изготовления и монтажа, при этом длина контактной линии в прямозубой передаче будет равна ширине зубчатого венца колеса.
ZM – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов шестерни и колеса. , (1.9)
где Е1 и Е2 – модули упругости, μ1 и μ2 – коэффициенты Пуассона материалов шестерни и колеса соответственно. Для стали можно принимать Е=2,1×105 Н/мм» и μ=0,3. Для текстолита марки ПТК Е= (5,9 … 9,8)∙ 103 Н/мм2, μ=0,35 … 0,38 .
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев,
, где β – угол наклона зубьев, αtw – угол зацепления в торцовой плоскости зубчатых колес. Учитывая, что в прямозубых передачах β=0 и для нулевых зубчатых колес αtw=200, принимают ZН=2,5.
Zε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Для прямозубых передач , где εα – коэффициент перекрытия зацепления. Обычно εα=1,25 … 1,9, при этом Zε=0,84 … 0,96. В среднем принимают Zε=0,9, что соответствует εα=1,6.
KHα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями при расчете по контактным напряжениям. Для прямозубых передач принимают KHα=1.
KHβ – коэффициент концентрации нагрузки при расчете по контактным напряжениям, учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии (Приложение 2).
KHv – коэффициент внутренней динамической нагрузки при расчете по контактным напряжениям (Приложение 4). Степень точности зубчатой передачи рекомендуется принимать в зависимости от окружной скорости зубчатых колес (Приложение 3).
Окружная скорость для быстроходной ступени v1=ω1d1/2=ω2d2/2, для промежуточной ступени v2=ω2d3/2=ω3d4/2, для тихоходной ступени v3=ω3d5/2=ω4d6/2.
Принимаем ориентировочно электродвигатель асинхронный трехфазный с короткозамкнутым ротором общепромышленного применения закрытый обдуваемый 4А50А2У3. Номинальная мощность двигателя Рдв=0,09 кВт, номинальная частота вращения вала двигателя п1=2740 об/мин. Номинальная угловая скорость вала двигателя и быстроходного вала редуктора ω1=πп1/30.
Угловая скорость ведомого вала быстроходной ступени (ведущего вала промежуточной ступени) ω2=ω1/и1, угловая скорость ведомого вала промежуточной ступени (ведущего вала тихоходной ступени) ω3=ω2/и2, угловая скорость тихоходного вала ω4=ω3/и3.
Допускаемые контактные напряжения для текстолита ПТК [ σH ] 2=50 Н/мм2. Материал шестерни каждой ступени – сталь 45, термообработка улучшение, средняя твердость НВ1=НВ3=НВ5=285. Материал колес промежуточной и тихоходной ступеней – сталь 45, термообработка улучшение, средняя твердость НВ4=НВ6=248. Допускаемые контактные напряжения для сталей при твердости НВ≤350 можно определить по эмпирической зависимости: [ σH ] =1,8НВ+67. Отсюда допускаемые контактные напряжения для материала шестерен [ σH ] 1= [ σH ] 3= [ σH ] 5=1,8∙285+67=580 Н/мм2.
Допускаемые контактные напряжения для материала стальных колес [ σH ] 4= [ σH ] 6=1,8∙248+67=513 Н/мм2. Нагрузочную способность редуктора определяем из условия прочности быстроходной ступени, так как материал колеса этой ступени имеет значительно меньшую прочность, чем стальные зубчатые колеса промежуточной и тихоходной ступеней. Допускаемый вращающий момент на колесе быстроходной ступени можно определить, разрешив (1.8) относительно Т2:
. (1.10)
Мощность на ведомом валу быстроходной ступени Р2=Т2ω2.
Мощность на ведущем валу быстроходной ступени .
Требуемая мощность двигателя Р тр =Р1/ηм. Требуемая мощность двигателя не должна превышать его номинальной мощности, т. е. должно соблюдаться условие: Рдв≥ Р тр.
Мощность на ведомом валу промежуточной ступени Р3=Р2ηзηпк.
Мощность на тихоходном валу редуктора Р4=Р3ηзηпк.
Вращающие моменты: на быстроходном валу редуктора Т1=Р1/ω1; на ведомом валу промежуточной ступени Т3=Р3/ω3; на тихоходном валу редуктора Т4=Р4/ω4;
Расчет зубьев на изгиб для закрытых передач выполняется как проверочный. Предел прочности для текстолита ПТК при изгибе σв=156,9 Н/мм2. Принимаем нормативный коэффициент запаса прочности при изгибе [ SF ] =1,75. Допускаемые напряжения изгиба для материала колеса быстроходной ступени [ σF ] 2=σв/ [ SF ] =156,9/1,75=89,7 Н/мм2.
Допускаемые напряжения изгиба для углеродистых и легированных сталей можно определить по эмпирической зависимости: [ σF ] =1,03НВ. Отсюда допускаемые напряжения изгиба для материалов всех шестерен редуктора [ σF ] 1= [ σF ] 3= [ σF ] 5=1,03×285=293 Н/мм2.
Допускаемые напряжения изгиба для материалов колес промежуточной и тихоходной ступеней [ σF ] 4= [ σF ] 6=1,03×248=255 Н/мм2.
Проверку прочности на изгиб зубьев быстроходной выполняем ступени для колеса, поскольку прочность его материала существенно меньше, чем прочность материалов шестерни. Условие прочности на изгиб зубьев колеса быстроходной ступени может быть представлено в виде:
. (1.11)
Здесь KFα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями при расчете на изгиб. Для прямозубых колес можно принять KFα=1.
KFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (коэффициент концентрации нагрузки) при расчете на изгиб (Приложение 5).
KFv – коэффициент динамичности нагрузки при расчете на изгиб (Приложение 4).
YF2 – коэффициент формы зуба колеса (Приложение 6).
Yβ – коэффициент, учитывающий наклон контактных линий к основанию зуба. Для прямозубых передач Yβ=1.
Для промежуточной и тихоходной ступеней целесообразно выполнить только проверочные расчеты. Проверочный расчет по контактным напряжениям выполняется по формуле (1.8). Проверочный расчет по напряжениям изгиба выполнить по формуле, аналогичной зависимости (1.11):
. (1.12)
В каждой ступени момент Т, число зубьев z, коэффициент формы зуба YF, ширина зубчатого венца bw, а также допускаемое напряжения [ σF ], имеют для шестерни и колеса разные численные значения. Расчет по формуле (1.12) следует выполнять или для шестерни, или для колеса, в зависимости от того, какое из этих звеньев имеет меньшую прочность на изгиб. Об этом можно судить, сравнивая отношения допускаемых напряжений к коэффициенту формы зуба. Меньшую прочность имеют зубья того звена, для которого это отношение меньше. Таким образом, при расчете на изгиб зубьев промежуточной ступени, если [ σF ] 3/YF3< [ σF ] 4/YF4, то в формулу (1.12) следует подставлять значения Т2, z3, YF3, bw3 и [ σF ] 3, а если [ σF ] 3/YF3> [ σF ] 4/YF4, то значения Т3, z4, YF4, bw4 и [ σF ] 4. Аналогично, рассчитывая тихоходную ступень, при [ σF ] 5/YF5< [ σF ] 6/YF6, в формулу (1.12) подставляют значения Т3, z5, YF5, bw5 и [ σF ] 5, а при [ σF ] 5/YF5> [ σF ] 6/YF6 значения Т4, z6, YF6, bw6 и [ σF ] 6.
Сборочный чертеж сопровождается спецификацией по форме, регламентированной ЕСКД. Назначим для данного редуктора обозначение Ц3-218.00.00. На участок сборки редуктора могут поступать как отдельные детали, так и сборочные единицы (узлы), собранные из деталей на других производственных участках машиностроительного предприятия. Примеры обозначения сборочных единиц, входящих в редуктор: Ц3-218.01.00, Ц3-218.02.00, Ц3-218.03.00 и т. д. Примеры обозначения деталей, входящих в редуктор, но не входящих ни в одну из его сборочных единиц: Ц3-218.00.01, Ц3-218.00.02, Ц3-218.00.03 и т. д. Для стандартных изделий обозначения не назначаются.
1) Таблица 1. Геометрические параметры передач
Параметры | Обозначение | Ед. измер. | Величина | ||
Первая ступень | Число зубьев | Шестерни | z1 | - | 22 |
Колеса | z2 | 119 | |||
Передаточное число | u1 | ||||
Модуль | т1 | мм | |||
Делительный диаметр | Шестерни | d1 | |||
Колеса | d2 | ||||
Диаметр вершин | Шестерни | da1 | |||
Колеса | da2 | ||||
Диаметр впадин | Шестерни | df1 | |||
Колеса | df2 | ||||
Межосевое расстояние | aw1 | ||||
Ширина зубчатого венца | Шестерни | bw1 | |||
Колеса | bw2 | ||||
Вторая ступень | Число зубьев | Шестерни | z3 | - | 18 |
Колеса | z4 | 126 | |||
Передаточное число | u2 | ||||
Модуль | m2 | мм | |||
Делительный диаметр | Шестерни | d3 | |||
Колеса | d4 | ||||
Диаметр вершин | Шестерни | da3 | |||
Колеса | da4 | ||||
Диаметр впадин | Шестерни | df3 | |||
Колеса | df4 | ||||
Межосевое расстояние | aw2 | ||||
Ширина зубчатого венца | Шестерни | bw3 | |||
Колеса | bw4 | ||||
Третья ступень | Число зубьев | Шестерни | z5 | - | 20 |
Колеса | z6 | 108 | |||
Передаточное число | u3 | ||||
Модуль | m3 | мм | |||
Делительный диаметр | Шестерни | d5 | |||
Колеса | d6 | ||||
Диаметр вершин | Шестерни | da5 | |||
Колеса | da6 | ||||
Диаметр впадин | Шестерни | df5 | |||
Колеса | df6 | ||||
Межосевое расстояние | aw3 | ||||
Ширина зубчатого венца | Шестерни | bw5 | |||
Колеса | bw6 | ||||
Передаточное число редуктора | и | - |
2) Таблица 2. Кинематические параметры передач и расчетные коэффициенты
Параметры | Обозначение | Единицы измерения | Величина |
Угловые скорости валов | ω1 | рад/с | |
ω2 | |||
ω3 | |||
ω4 | |||
Окружные скорости зубчатых колес (для каждой ступени) | v1 | м/с | |
v2 | |||
v3 | |||
Степень точности | |||
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов | ZM1 | Н0,5/мм | |
ZM2=ZM3 | |||
Коэффициент ширины зубчатого венца (для каждой ступени) | Ψbd1 | - | |
Ψbd2 | |||
Ψbd3 | |||
Коэффициент концентрации нагрузки при расчете по контактным напряжениям (для каждой ступени) | KHβ1 | - | |
KHβ2 | |||
KHβ3 | |||
Коэффициент динамичности нагрузки при расчете по контактным напряжениям (для каждой ступени) | KHv1 | - | |
KHv2 | |||
KHv3 | |||
Коэффициент концентрации нагрузки при расчете по напряжениям изгиба (для каждой ступени) | KFβ1 | - | |
KFβ2 | |||
KFβ3 | |||
Коэффициент динамичности нагрузки при расчете по напряжениям изгиба (для каждой ступени) | KFv1 | - | |
KFv2 | |||
KFv3 | |||
Коэффициент формы зуба (для каждого колеса) | YF1 | - | |
YF2 | |||
YF3 | |||
YF4 | |||
YF5 | |||
YF6 |
3) Таблица 3. Результаты расчетов на прочность
Параметры | Обозначение | Единицы измерения | Величина |
Вращающие моменты на валах редуктора | Т1 | Нмм | |
Т2 | |||
Т3 | |||
Т4 | |||
Мощности на валах привода | Р тр | Вт | |
Р1 | |||
Р2 | |||
Р3 | |||
Р4 | |||
Действующие контактные напряжения | σН2 | Н/мм2 | |
σН3 | |||
Действующие напряжения изгиба | σН1 | ||
σН2 | |||
σН3 |
Дата публикования: 2014-10-19; Прочитано: 1988 | Нарушение авторского права страницы | Мы поможем в написании вашей работы!